A-某汽车总布置设计

1一．题目要求额定装载质量（Kg）最大总质量（kg）最大车速(Km·h-1)比功率(KW·t-1)比转矩(N·m·t-1)组号3000633010015405附：滚动阻力系数：f=0.02空气阻力系数：CD=0.9二．设计内容1.汽车形式的选择1.1.轴数和驱动形式商用货车驱动形式有4×2、4×4、6×2、6×6、8×4、8×8等，普通商用货车一般采用4×2发动机前置后桥驱动。本车属于中型商用货车，总质量不大，考虑到制造成本和使用条件等因素，所以采用4×2后桥4轮前置后驱的形式。1.2.布置形式汽车布置形式是指发动机、驱动轴和车身（或驾驶室）的相互关系和布置特点而言。汽车的使用性能除取决于整车和各总成的有关参数以外，汽车的布置形式对使用性能也有重要影响。货车按驾驶室与发动机相对位置不同分为长头式、短头式、平头式和偏置式。本车的设计采用平头式。平头式货车在各种级别的货车上得到广泛应用。它有以下优点：汽车总长和轴距尺寸短；最小转弯直径小；机动性良好；不需要发动机罩和翼子板，使整车整备质量较小；驾驶员视野得到明显改善；面积利用率高。其缺点如下：前轴负荷大，因而汽车通过性能变坏；因为驾驶室有自翻转机构和锁住机构，使机构复杂；进、出驾驶室不如长头式货车方便；离合器、变速器等操作机构复杂；驾驶室内受热及振动均比较大；汽车正门与其他物体发生碰撞时，驾驶员和前排乘客受到严重伤害发可能性增加。货车按照发动机位置不同，可分为发动机前置、中置和后置三种布置形式。其中发动机前置后桥驱动货车得到广泛应用。本车的设计采用前置后驱的形式。它有以下主要优点：维修发动机方便；离合器、变速器等操纵机构简单；货箱地板高度低；可以采用直列发动机、V型发动机货卧式发动机；发现发动机故障容易。此方案的缺点是：如果采用平头式驾驶室，而且发动2机布置在前轴之上，处于两侧座位之间时，驾驶室内部拥挤，隔热、隔振、蜜蜂和降低噪声等问题难以解决。2.汽车主要技术参数的确定2.1.汽车主要尺寸的确定2.1.1.外廓尺寸汽车的总长、总宽和总高应根据汽车的用途、道路条件、吨位、外形设计、公路限制和结构布置等因素来确定。在总体设计时要力求减少汽车的外廓尺寸，以减轻汽车总重，提高汽车的动力性、经济性和机动性。各国对公路运输车辆的外廓尺寸均有法规限制。这是为了适合本国的公路、桥梁和运输标准以及保证驾驶的安全性。GB1589-89汽车外廓尺寸限界规定汽车外廓尺寸长：货车、越野车、整体式客车不应超过12m，单铰接式客车不超过18m，半挂汽车列车不超过16.5m，全挂汽车列车不超过20m；不包括后视镜，汽车宽不超过2.5m；空载、顶窗关闭状态下，汽车高不超过4m；后视镜等单侧外伸量不得超出最大宽度处250mm；顶窗、换气装置开启时不得超出车高300mm。根据本车的特点，参考同类车型，本车的外廓尺寸如下：汽车的外廓尺寸：长6510，宽2230，高23502.1.2.轴距轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响当轴距小时，上述个指标减小。此外，轴距还对轴荷分配有影响。轴距过短会使车厢（货）长度不足或后悬过长；上坡或制动时轴荷转移过大，汽车制动性和操纵稳定性变坏；车身纵向角振动增大，对平顺性不利；万向节传动轴的夹角增大。货车轴距和轮距标准见下表：货车的轴距和轮距车型类别轴距L/mm轮距B/mm4×2货车微型轻型中型重型1700～29002300～36003600～55004500～56001150～13501300～16501700～20001840～2000本车为中型货车，参照表和同类车型，轴距L选取为3800mm。2.1.3.轮距3受汽车总宽度不超过2.5m限制，轮距不宜过大。但在取定的前轮轮距b1的范围内，应该能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙、再确定后轮距b2时应考虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度及他们之间应留有必要的间隙根据表，并且参考同类车型以及根据本车的结构和布置，选取本车的前后轮距分别为：b1＝1750mm；b2＝1590mm。2.1.4.前悬、后悬等前悬的长度应能布置保险杠、散热器、风扇、发动机等部件。从撞车安全性考虑希望前悬长些，从视野角度考虑又要求前悬短些。前悬对平头汽车上下车的方便性有影响，前钢板弹簧长度也影响前悬尺寸。汽车的前悬长度不宜过长，否则汽车的接近角过小，不利于通过性。后悬的长度主要取决于轴距和轴荷分配的要求，同时要保证适当的离去角。一般来说，后悬不宜过长，否则上、下坡时容易刮地，转弯时也不灵活。货车的后悬一般在1200mm～2200mm之间。经过分析并参考同类样车，根据本车的结构性能要求，本车选取前悬LF为1110mm，后悬LR为1600mm。2.2.汽车主要质量参数的确定2.2.1.整备质量m0整车整备质量是指车上带有全部装备（包括随车工具、备胎等），加满燃料、水，但没有装货和载人时的整车质量。整车整备质量对汽车的成本和使用经济性均有影响。目前，尽可能减少整车整备质量的目的是通过减轻整车整备质量增加装载量或载客量；抵消因满足安全标准、排气净化标准和噪声标准所带来的整备质量的增加；节约燃料。减少整车整备质量的措施主要有：采用强度足够的轻质材料，新设计的车型应使其结构更合理。减少整车整备质量，是从事汽车设计工作中必须遵守的一项重要原则。整车整备质量:Ma-Me-3*N1＝Mo6330-3000-3*65=3135kg2.2.2.装载质量me货车装载质量me的确定，首先应与行业产品规划的系列符合，其次要考虑到汽车的用途和使用条件。本车为中型货车，装载质量me在设计任务书中已经给定为3000kg。42.2.3.质量系数质量系数m0是指汽车装载质量与整车整备质量的比值，即m0=em/0m。该系数反映了汽车的设计水平和工艺水平，m0值越大，说明该汽车的结构和制造工艺越先进。本车质量系数m0＝3000/3135=0.957。2.2.4.总质量ma本车总质量已经给定，ma为6330kg。2.2.5.轴荷分配货车的轴荷分配参考下表货车的轴荷分配车型满载空载前轴(%)后轴(%)前轴(%)后轴(%)4×2后轮单胎4×2后轮双胎，长、短头式4×2后轮双胎，平头式6×4后轮双胎32～4025～2730～3519～2560～6873～7565～7075～8150～5944～4948～5431～3741～5051～5646～5263～69本车轴荷分配的设计目标是：满载时前轴33％，后轴67％。空载时前轴50％，后轴50％。经过校核后（以满载0.8系数的路面制动时前后轴荷1：1为条件计算满载轴荷，推出空载轴荷）：满载时前轴30.5％，后轴69.5％。空载时前轴37.8％，后轴62.2％。2.2.6.质心高度gh汽车质心的位置，与汽车受力的情况有密切的关系，直接影响汽车的轴荷分配、稳定性和平顺性以及制动、驱动和坡道行驶时的前后轴质量的转移。5质心高度设计目标：空载：700mm，满载900mm。经过校核后质心高度为：空载：750mm，满载930mm。2.3.汽车各总成的选择2.3.1.发动机的选择2.3.1.1.发动机型式的选择对于在中型以及以下的货车上一般采用直列式柴油机，而在重型货车上一般采用V型柴油机。本车为中型货车，故采用直列式四缸柴油机。2.3.1.2.发动机主要性能指标的选择2.3.1.2.1.发动机最大功率Pemax和相应转速np根据所需要的最高车速vamax（km/h），用下式估算发动机最大功率：maxeP3maxmax7614036001aDaraTvACvgfm上式中：maxeP——发动机最大功率（kW）；T——传动系效率，对驱动桥用单级主减速器的4×2汽车可取为0.9，对于双级主减速器可取为0.8；ma——汽车总质量（kg）；g——重力加速度（m/s2）；vamax——最高车速（km/h）；fr——滚动阻力系数，对货车取0.02；CD——空气阻力系数，货车取0.8～1.0。本货车取0.9；A——汽车正面投影面积（m2），取2.23*（2.35-0.5）＝4.13。代入数据，得：maxeP31007614013.49.0100360002.08.963309.0192.5(kW)由比功率算得最大功率为15*6.33＝94.9（KW）6经过matlab代入排量2.6L后，得到发动机最大功率为96.0KW，最高转速为2800r/min,在发动机万有特性图上得到转速范围：800～2800r/min;最大转矩为408.35N.M，此时转速为1400r/min。最大转矩maxeT及相应转速Tn用下式计算确定maxeT：maxeTPePnPTmax9549上式中：maxeT——最大转矩（mN）；PT——最大功率时转矩（mN）；——转矩适应性系数，一般在1.1～1.3之间选取；maxeP——发动机最大功率（kW）；Pn——最大功率时转速（min/r）。代入数据，得：maxeT36000.963.1~1.19549375.14～487.68(mN)本车所选发动机的maxeT为408.35mN，合适。选择Tn时希望TPnn/在1.4～2.0之间，如果Tn取得太高，使TPnn/小于1.4，则直接挡稳定车速将变高，在通过市区交叉路口时换挡次数变多，冲破性能变坏。本发动机TPnn/＝2800/1400＝2.0，满足要求。2.4.轮胎的选择轮胎的尺寸和型号是进行汽车性能计算和绘制总布置图的重要原始数据之一，因此，在总体设计开始阶段就应选定，而选择的依据是车型、使用条件、轮胎的静负荷、轮胎的额定负荷以及汽车的行驶速度。按轮胎中帘线的排列不同，常见有三种形式可共选择：普通斜线胎，子午线胎和带束斜交胎。普通斜线胎的胎体帘线较多帘，胎侧厚，不易划破，侧向刚度也大，其缺点是缓冲性较差；子午线胎的结构特点是帘线呈子午线排列，这样帘线的刚度就能得到充分利用。本车选用普通子午线轮胎。7根据前面轴荷分配的计算，满载时：前轴负荷：F前max=6330*0.31/2=965.3（KG）后轴负荷：F后max=6330*0.69/4=1099.8(KG)由国标GBT2977-2008载重汽车轮胎规格、尺寸、气压与负荷得出：参考整车参数相似的同类车型，选择7.50R16帘线层数12,断面宽215MM，轮胎外直径：815MM，气压560KPA，轮辋6.00G2.5.传动比的计算和选择2.5.1.主减速器传动比的确定在选择驱动桥主减速器传动比0i时，首先可根据汽车的最高车速、发动机参数、车轮参数来确定，其值可按下式计算：8max0377.0avvrni上式中：maxav——汽车最高车速)/(hkm；vn——最高车速时发动机的转速，一般vnPn)1.1~9.0(，其中Pn为发动机最大功率时对应的转速min)/(r，本车取vn=Pn2800；r——车轮半径)(m，取0.4max0377.0avvrni10028004.0377.04.32.5.2.最大传动比的确定确定最大传动比时要考虑三方面问题：（1)最大爬坡度；（2)发动机传递到轮边的最大驱动力小于地面提供的最大附着力FxmaxFp；（3)汽车的最低稳定车速。就普通汽车而言，传动系最大传动比maxti是变速器Ⅰ挡传动比1gi与主减速器传动比0i的乘积。当0i已知时，确定传动系最大传动比也就是确定变速器Ⅰ挡传动比。汽车爬大坡时车速很低，可忽略空气阻力，汽车的最大驱动力应为maxmaxiftFFF或maxmax01maxsincosGGfriiTTgtq即1giTtqiTrfG0maxmaxmaxsincos一般汽车的最大爬坡度约为7.16，其余各参数按照前面计算值代入，得1gi9.0*3.4*35.4084.0*7.16sin7.16cos02.08.9*6330＝4.8根据附着力要求FxmaxFp，即*%5.69*